Материал: 09-05_ПЗ.docx_105d1f632a5093e614074350146d60ca_(1).docx_177d9d2e66cf5ce6180d8de6fc4cef84

а) для шестерни (т. о. улучшение + закалка ТВЧ), при m=2 мм.

МПа; ;

б) для колеса (т. о. улучшение)

МПа, (см. п.2),

Принимаем величины q_F, Y_Nmax:

а) для шестерни q_F = 9; Y_Nmaх=2,5 при H1>350 МПа;

б) для колеса q_F = 6; Y_Nmaх=4 при H1<350 МПа;

На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1,определяем коэффициенты долговечности Y_N1 и Y_N2.

Для шестерни при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Для колеса при при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

МПа;

МПа.

1 5. Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

_(2.27)

Коэффициент К_Fа = 1 -для косозубых передач.

Коэффициент K_Fβ принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 при ψ_bd=0,98 (кривая V): K_Fβ =1,1.

Коэффициент δ_F ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δ_F =0,16 .

Коэффициент g₀= 5,6- см. п.12.

Тогда динамическая добавка

Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

16. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Условие сопротивления усталости зубьев при изгибе для косозубой передачи согласно ГОСТ 21354-87:

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

- эквивалентное число зубьев:

;

;

При =0, =0:

- коэффициент учитывающий наклон зубьев:

- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев:

- где =1,7 (см. п. 13).

Тогда:

Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое контактное напряжение :

МПа;

где - - максимальное контактное напряжение, - кратковременная перегрузка.

Определяем для шестерни и колеса согласно таблице 1П.9 приложения 1П.:

а) для шестерни: МПа.

б) для колеса МПа.

В качестве расчётной принимаем наименьшую величину МПа.

Тогда для рассчитываемой ступени:

МПа.

18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

где - максимальное напряжение изгиба при кратковременной перегрузки.

По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое напряжение изгиба

^:

а) для шестерни: Мпа;

б) для колеса: Мпа,

где (см. п. 2).

Ранее мы получили (см. п. 16).

Тогда для рассчитываемой ступени:

Тихоходная ступень

Проектный расчет

1.Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки I (см. табл. 1П.6 приложения 1П) [1, с. 369]: термообработки шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; термообработки колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2.Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев σ_{H lim}, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) [1, с. 371] для термообработки улучшение:

_(2.1)

МПа;

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл. 1П.9 приложения 1П) [1, с. 371] для термообработки улучшение :

S_Н1= S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

_(2.2)

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h=10000 часов:

_(2.3)

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ =1; µ_H=0,25.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1 и Z_N2. Так как N_НE1 > N_Нlim1, тогда

(2.4)

.

Так как N_НE2 > N_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

(2.5)

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σ_н]₁ и [σ_н]_2.

В нашем примере [σ_н]= [σ_н]₁=454МПа.

3. Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П [1, с. 373] выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П [1, с. 373] при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba = 0,3...0,5 расчетное значение ψ_ba =0,3 и значение ψ_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент ψ_ba (предварительно):

По табл. 1П.12 приложения 1П [1, с. 374] при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ = 1,15.

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'_w :

(2.6)

мм.

По табл. 1П. 13 приложения 1П [1, с. 375] принимаем ближайшее стандартное значение а_w = 160 мм.

4. Определение модуля передачи.

мм

По табл. 1П.14 приложения 1П [1, с. 375] для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда являются m=2, 2.5, 3, 3,5 мм.

Примем m = 2 мм.

5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса. Суммарное число зубьев

_(2.7)

Число зубьев шестерни

принимаем Z₁=49.

Число зубьев колеса

.

6. Определение фактического передаточного числа ступени.

Отклонение u_ф от u:

.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

_(2.8)

мм;

мм.

Проверка: мм

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм.

Ширина венца шестерни

мм.